热设计的基础理论 v 自然对流换热
? 大空间的自然对流换热 Nu=C(Gr.Pr)n.
定性温度： tm=(tf+tw)/2 定型尺寸按及指数按下表选取 散热器的设计方法 v 散热器冷却方式的判据
? 对通风条件较好的场合：散热器表面的热流密度小于0.039W/cm2，可采用自然风冷。 ? 对通风条件较恶劣的场合：散热器表面的热流密度小于0.024W/cm2，可采用自然风冷。 v 散热器强迫风冷方式的判据
? 对通风条件较好的场合，散热器表面的热流密度大于0.039W/cm2而小于0.078W/cm2，必须采用强迫风冷。
? 对通风条件较恶劣的场合： 散热器表面的热流密度大于0.024W/cm2而小于0.078W/cm2，必须采用强迫风冷。 散热器的设计方法 v 散热器设计的步骤
通常散热器的设计分为三步 1:根据相关约束条件设计处轮廓图。
2:根据散热器的相关设计准则对散热器齿厚、齿的形状、齿间距、基板厚度进行优化。 3:进行校核计算。 散热器的设计方法
v 自然冷却散热器的设计方法
? 考虑到自然冷却时温度边界层较厚，如果齿间距太小，两个齿的热边界层易交叉，影响齿表面的对流，所以一般情况下，建议自然冷却的散热器齿间距大于12mm，如果散热器齿高低于10mm，可按齿间距≥1.2倍齿高来确定散热器的齿间距。
? 自然冷却散热器表面的换热能力较弱，在散热齿表面增加波纹不会对自然对流效果产生太大的影响，所以建议散热齿表面不加波纹齿。
? 自然对流的散热器表面一般采用发黑处理，以增大散热表面的辐射系数，强化辐射换热。
? 由于自然对流达到热平衡的时间较长，所以自然对流散热器的基板及齿厚应足够，以抗击瞬时热负荷的冲击，建议大于5mm以上。 散热器的设计方法
v 强迫冷却散热器的设计方法
? 在散热器表面加波纹齿，波纹齿的深度一般应小于0.5mm。
? 增加散热器的齿片数。目前国际上先进的挤压设备及工艺已能够达到23的高宽比，国内目前高宽比最大只能达到8。对能够提供足够的集中风冷的场合，建议采用低温真空钎焊成型的冷板，其齿间距最小可到2mm。
? 采用针状齿的设计方式，增加流体的扰动，提高散热齿间的对流换热系数。 ? 当风速大于1m/s(200CFM)时，可完全忽略浮升力对表面换热的影响。
散热器的设计方法
v 在一定冷却条件下，所需散热器的体积热阻大小的选取方法 散热器的设计方法
v 在一定的冷却体积及流向长度下，确定散热器齿片最佳间距的大小的方法 散热器的设计方法
v 不同形状、不同的成型方法的散热器的传热效率比较 散热器的设计方法
v 散热器的相似准则数及其应用方法 v 机箱的热设计计算 ? 密封机箱
WT=1.86(Ss+4St/3+2Sb/2)Δt 1.25+4σεTm3ΔT
? 对通风机箱
WT=1.86(Ss+4St/3+2Sb/2)Δt 1.25+4σεTm3ΔT+1000uAΔT
? 对强迫通风机箱
WT=1.86(Ss+4St/3+2Sb/2)Δt 1.25+4σεTm3ΔT+ 1000QfΔT 热设计的计算方法 热设计的计算方法
v 自然冷却时进风口面积的计算
在机柜的前面板上开各种形式的通风孔或百叶窗，以增加空气对流，进风口的面积大小按下式计算： Sin=Q/(7.4×10-5 H×Δt 1.5) s-通风口面积的大小，cm2 Q-机柜内总的散热量，W
H-机柜的高度，cm，约模块高度的1.5-1.8倍， Δt=t2-t1－内部空气t2与外部空气温度 t1 之差 ， ℃ 出风口面积为进风口面积的1.5-2倍 热设计的计算方法
v 强迫风冷出风口面积的计算 ? 模块
有风扇端的通风面积:
Sfan=0.785(φin2－φhub2) 无风扇端的通风面积S=(1.1-1.5) Sfan ? 系统
在后面板(后门)上与模块层对应的位置开通风口，通风口的面积大小应为： S＝(1.5-2.0)(N×S模块) N---每层模块的总数
S模块---每一个模块的进风面积 v 实际冷却风量的计算方法
q`=Q/(0.335△T)
q`---实际所需的风量，M3/h Q----散热量，W
△T-- 空气的温升，℃，一般为10－15℃。 确定风扇的型号经验公式：
按照1.5-2倍的裕量选择风扇的最大风量： q=(1.5-2)q` 按最大风量选择风扇型号。
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